Technisches Gebiet

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen, insbesondere von Ventilen in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenma- schinen.

Stand der Technik

Variable Ventilsteuerungen an Verbrennungsmotoren sind als geeignete Mittel bekannt, sowohl den Drehmomentverlauf über der Drehzahl zu verbessern, als auch den Gesamtwirkungsgrad des Motors zu verbessern sowie die Schadstoffemissionen zu senken. Die Vielzahl von Optimierungsmöglichkeiten ist in der Literatur beschrieben. Heute ist eine grosse Vielzahl mechanischer, elektromechanischer, pneumatischer und hydraulischer Baumöglichkeiten für teil- oder vollvariable Ventilsteuerungen bekannt, die sich aber aufgrund ihres hohen Eigenenergieverbrauchs oder aufgrund hohen technischen Aufwands und der damit verbundenen Herstellkosten zumeist nur punktuell durchsetzen konnten. Des Weiteren besteht bei vielen solchen Systemen keine volle Variabilität; z.B. können Öffnungszeitpunkt und Öffnungsdauer oder Öffnungsdauer und Öffnungshub fest miteinander verkoppelt sein, was die Möglichkeiten zur Optimierung des Verbrennungsmotors oder einer anderen Kolbenmaschine erheblich einschränken kann.

Insbesondere hydraulische Systeme können aufgrund ihrer hohen Energiedichte raumsparend gebaut werden (SAE-1996-0581 ) und sind daher für variable Ventilsteuerungen an Verbrennungsmotoren besonders geeignet, wenn es gelingt, sowohl einen geringen Eigenenergieverbrauch als auch einen niedrigen Sys- temaufwand und eine hohe Zuverlässigkeit zu erzielen.

An einem Verbrennungsmotor können heute - je nach Aufgabenstellung - folgende Steuerungsaufgaben an eine vollvariable Ventilsteuerung gestellt sein: - Freies, nämlich unabhängiges Einstellen von Öffnungs- und Schliesszeit- punkten, d.h. der sogenannten Steuerzeiten, von Einlass- und Auslassventilen, bei Bedarf auch zylinderselektiv. Beispielsweise kann über die Öffnungsdauer der Einlassventile die Luft- oder Gemischmenge gesteuert werden.

Schnelles Öffnen und Schliessen der Ventile auch bei niedrigen Motor- drehzahlen, also geringe Drosselverluste beim Gaswechsel.

Von der Öffnungsdauer unbeeinflusste Steuerung bzw. Variationsmöglichkeit des Öffnungshubes, beim Einlassventil zum Beispiel zur gewollten Turbulenzerzeugung in der Frischgasmenge, beim Auslassventil zum Beispiel zur Erhöhung der Motorbremswirkung sowie bei beiden zum Beispiel zur Minimie- rung des Eigenenergie- bzw. Gesamtenergieverbrauchs.

Unabhängiges und sicheres Schliessen zwecks Vermeidung von Verlusten und Vermeidung von Schäden durch ungeplantes Durchströmen heisser Gase, aber auch zur Vermeidung von Kollisionen der Gaswechselventile untereinander oder mit dem Kolben.

- Sichere Maximalhubbegrenzung zwecks Vermeidung von Kollisionen der Gaswechselventile untereinander oder mit dem Kolben.

Elektronische Ansteuerbarkeit mit hoher Robustheit und geringem Aufwand an Sensorik und Aktorik.

Sanftes Aufsetzen der Ventile beim Schliessvorgang.

- Abschalten einzelner Ventile oder Ventilgruppen, beispielsweise zwecks Drallerzeugung oder Zylinderabschaltung.

Hydraulische Ventilantriebe, insbesondere für Gaswechselventile im Arbeitsraum eines Verbrennungsmotors, sind an sich seit langer Zeit z.B. aus der Deutschen Offenlegungsschrift 1 '940Ί 77 A bekannt. Sie wurden als Ersatz zum nockenwellengesteuerten Öffnens eines Gaswechselventils verwendet, während das Schliessen des Ventils weiterhin durch einen Federmechanismus vorgesehen war. Die Rückstellung der Gaswechselventile mittels Federmitteln, meistens in Form von Schraubendruckfedern, ist auch heute noch die bei weitem meistangewendete Schliessmethode, da sie sicheres Schliessen gewährleistet.

Das Ziel dieser Systeme war die Optimierung der Steuerzeiten des Gaswechselventils und ein steileres/schnelleres Öffnen und Schliessen der Ventile, wobei eine Optimierung des Eigenenergieverbrauchs zumeist noch nicht explizit vorgesehen war. Eine Hubverstellung war in DE 1 '940'177 A nicht vorgesehen, jedoch wurde daran gedacht, hartes Anschlagen an der mechanischen Hubbegrenzung sowie im Aufsetzpunkt beim Ventilsitz des Gaswechselventils durch Verdrängen des Mediums durch einen Drosselquerschnitt abzudämpfen.

Zur Optimierung des Eigenenergieverbrauchs von hydraulischen Ventilantrieben wurden verschiedene„symmetrische Pendelsysteme" vorgeschlagen, bei denen Federmittel zur Energiespeicherung eingesetzt werden. DE 38 36 725 A zeigt eine Lösung mit mechanischen Spiral-Druckfedern.

Typischerweise führt bei solchen Systemen eine symmetrisch zwischen zwei Federn eingespannte Ventilmasse eine Schwingbewegung um eine Mittellage aus. In den End- (Halte-)Positionen ist die Energie in Form von Federenergie gespeichert. Diese wird bei der Erzeugung der Bewegung in kinetische Energie umgewandelt, um in der anderen Endposition wiederum in Form von Federenergie zwischengespeichert zu werden.

In den Endpositionen muss jeweils ein Festhalten bzw. Einfangen des bewegten Bauteils stattfinden. Solche symmetrischen Pendelsysteme werden u.a. dadurch aufwendig, dass das anzutreibende Gaswechselventil vor dem Start in eine der jeweiligen Endlagen gebracht werden muss. Ausserdem treten im Motorbetrieb durch die Gasdrücke insbesondere bei Auslassventilen zum Teil hohe einseitig wirkende Kräfte auf, welche nach unsymmetrischen Antriebskräften verlangen. Reibungsbedingte Energieverluste müssen durch die Fangeinrichtungen wieder ergänzt werden.

In der WO 93/01399 A1 wird aufgezeigt, dass auch an Systemen mit einfacher, einseitig wirkender Federrückstellung wie in der DE 1 '940Ί 77 A, eine Minimie- rung des Eigenenergieverbrauchs möglich ist. Dabei wird die kinetische Bewegungsenergie, die aus dem hydraulischen Antrieb resultiert, in Kompressionsarbeit des einseitigen, rückstellenden Federspeichers zwischengespeichert, bevor sie für die Schliessbewegung wieder genutzt wird.

Man kann dieses Prinzip daher auch als «asymmetrisches Pendelsystem» be- zeichnen. Nachteilig beim Vorschlag der WO 93/01399 A1 ist beispielsweise, dass jeweils eine der Stellbewegungen des steuernden Hydraulikventils mitten in der Bewegungsphase erfolgt, nämlich während sich der Antriebskolben des Gaswechselventils mit hoher Geschwindigkeit bewegt und ein hoher Volumenstrom durch das Hydraulikventil strömt. Damit in dieser Situation keine hohen Drosselverluste entstehen, muss das steuernde Ventil sehr schnell sein. Ebenso muss es beispielsweise im Öffnungsendpunkt der Gaswechselventilbewegung präzise und zuverlässig schalten, damit die Bewegungsenergie in vollem Masse eingefangen und in der Feder behalten werden kann. Diese Anforderungen bedingen also sehr aufwendige, hochschnelle Steuerventile und eine aufwendige Steuerelektronik.

Ein weiteres solches asymmetrisches Pendelsystem ist in SAE 2007-24-008 beschrieben. Über die Höhe des hydraulischen Betriebsdrucks kann der Öffnungshub unabhängig von der Ansteuerdauer verstellt werden. Im Gegensatz zu WO93/01399 A1 verzichtet das System auf hochschnelle Schaltvorgänge des hydraulischen Steuerventils mitten in der Bewegungsphase. Die Stellbewegung des Steuerventils insgesamt muss jedoch ebenfalls präzise mit der Bewegung des Gaswechselventils koordiniert sein. Der Strömungspfad für das Öffnen muss punktgenau schliessen, wenn das Gaswechselventil seine kinetische Energie an die Rückstellfeder abgegeben hat. Schliesst der Steuerventilquerschnitt zu früh, wird die Bewegung des Gaswechselventils verlustbehaftet abgebremst, schliesst es zu spät, wird das Gaswechselventil bereits wieder durch die Feder zurückgedrückt, wird nicht in der gewünschten Position gehalten, und wird dann in der Rückbewegung wiederum unter Verlusten abgebremst. Für diese hochpräzise, zeitgenaue Bewegungssteuerung des hydraulischen Steuerventils wird einem Hauptschieber ein genau definierter Volumenstrom eines Pilotventils beaufschlagt. Beispielsweise wird das Pilotventil von einem gesonderten Konstantdrucksystem gespiesen, um den definierten Volumenstrom zur Steuerung des Hauptventils bereitzustellen. Abweichungen des Pilotvolumenstroms durch Ver- schleiss oder Verstopfen der Pilotventilöffnungen haben jedoch Auswirkung auf die Geschwindigkeit des Hauptventils und damit auf die Qualität der zeitlichen Koordination mit der Antriebskolben- bzw. der Gasventilbewegung.

US 4 009 695 A zeigt unter anderem den Aufbau eines hydraulischen Ventilantriebs mittels Drehschieber-Steuerventilen. Die Schieberwellen laufen kontinuier- lieh mit Nockenwellendrehzahl (halbe Motordrehzahl) in Drehschieberhülsen; dabei werden im Ausführungsbeispiel die Phasenwinkel mit einfachen, vergleichsweise langsamen Schneckenantrieben in der Winkelphase verstellt, während die schnellen Vorgänge mittels der drehenden Schieberwelle automatisch getaktet werden. Der Motor lässt sich dadurch in stationären Betriebspunkten vollständig auch ohne Steuerungseingriffe betreiben; Verstellungen sind nur beim Wechseln eines Betriebspunkts angezeigt. Solche einfachen Verstellmechanismen können prinzipiell sogar ohne Steuerelektronik ausgeführt werden. Leider ermöglicht US 4 009 695 A keine Steuerung des Gaswechselventilhubs und lässt keine Möglichkeit der Rückgewinnung hydraulisch eingespeister Ener- gie erkennen. Darstellung der Erfindung

Aufgabe der Erfindung ist es somit, einen hydraulischen Antrieb zum Beschleunigen und Abbremsen von dynamisch zu bewegenden Bauteilen zur Verfügung zu stellen, bei dem die oben erwähnten Nachteile des Standes der Technik nicht in Kauf genommen werden müssen. Die Erfindung löst diese Aufgabe mittels eines hydraulischen Antriebs gemäss Anspruch 1 . Es ist klar, dass die vorliegende Erfindung insbesondere für in Gaswechselsteuerungen von Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenmaschinen anwendbar ist. Es ergibt sich aber aus den verwendeten Elementen, dass der erfindungsgemässe Antrieb ganz allgemein vorteilhaft ist, also auch bei anderen Anwendungen, bei denen hochdynamisch Massen bewegt werden müssen.

Die hier vorgestellte Erfindung arbeitet - wie die anderen vorgenannten «asym- metrischen Pendelsysteme» - ebenfalls mit einfachem, einseitigen rückstellenden Energiespeicher bzw. Federmittel und mit den beschriebenen Energieumwandlungen. Dabei ist die Steuerung so vorteilhaft ausgebildet, dass Streuungen in Schnelligkeit, Präzision und Gleichmässigkeit der Steuerventile kaum Einfluss auf die hydraulischen Verluste des Antriebs nehmen, so dass dieser im Gegen- zug aus einfachen und robusten Elementen aufgebaut werden kann.

Daher wird ein echtes vollvariables hydraulisches Antriebsystem für Gaswechselventile oder andere hochdynamisch zu bewegende Massen dargestellt, welches den Eigenenergieverbrauch minimal hält und dennoch einfach und zuverlässig aufgebaut ist.

Die Erfindung eignet sich auch gut für eine Ansteuerung mit Drehschieberventilen ähnlich US 4 009 695 A. Die volle Variabilität der Öffnungs- und Schliess- zeitpunkte der Gaswechselventile bleibt dabei erhalten, eine Hubsteuerung ist via Druckniveau möglich und der Eigenenergieverbrauch wird aufgrund Energie- Rückgewinnung minimiert. Die vorteilhaften Ausführungen der vorliegenden Erfindung sind teilweise vorstehend schon benannt, teilweise auch in den abhängigen Patentansprüchen definiert. Die vorbenannten sowie die beanspruchten und in den nachfolgenden Ausführungsbeispielen beschriebenen, erfindungsgemäss zu verwendenden Elemente unterliegen in ihrer Grösse, Formgestaltung, Materialverwendung und ihrer technischen Konzeption keinen besonderen Ausnahmebedingungen, so dass die in dem jeweiligen Anwendungsgebiet bekannten Auswahlkriterien uneingeschränkt Anwendung finden können.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Weitere Einzelheiten, Vorteile und Merkmale des Gegenstandes der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der dazu ge- hörenden Zeichnungen, in denen - beispielhaft - erfindungsgemässe Vorrichtungen erläutert werden. In den Zeichnungen zeigt: eine Ventilanordnung zu einem ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung mit zwei 2/2-Wegeventilen, zwei Hochdruckniveaus und einem dritten 2/2-Wegeventil mit einer aktiv geschalteten Bremsdrossel; eine Ventilanordnung zu einem zweiten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung mit einem Hochdruckniveau, einem 3/2- Wegeventil und einer automatischen hydraulisch zeitgesteuerten Bremsdrossel;

Fig. 3 eine Ventilanordnung zu einem dritten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung mit einem 4/2-Wegeventil, zwei Hochdruck- niveaus und einer automatischen druckgesteuerten Bremsdrossel;

Fig. 4 Schematische zeitliche Darstellung der Gaswechselventil-

Bewegungsphasen und der Öffnungsverläufe der hydraulischen Steuerventile.

Fig. 5 eine Variante zum Ausführungsbeispiel 1 in ausschnitthafter Darstellung

Fig. 6 eine weitere Variante zum Ausführungsbeispiel 1 in ausschnitthafter Darstellung Wege zur Ausführung der Erfindung

In einem ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung wird - wie in Fig. 1 dargestellt - ein Gaswechselventil 20 für einen Motor sowohl zum Öffnen als auch zum Schliessen mittels eines hydraulischen Antriebs 10 mit einem Arbeitszylinder 22 und einem Antriebskolben 23 sowie einer gegen die Kraftbewegung des Antriebskolbens wirkenden Feder 25 betrieben.

Der hydraulische Antrieb 10 kann zur Vereinfachung des Verständnisses in einen Kernteil 1 1 und in einen Versorgungsteil 90 aufgeteilt werden. Im Versor- gungsteil erfolgt die Druckbereitstellung für die vorgeschlagenen Druckreservoire, in an sich bekannter Weise vorzugsweise mit regelbaren Pumpen 91 , 92, welche den Förderstrom dem Volumenstrom und Druckbedarf anpassen lassen. Die Regelung erfolgt in diesem Beispiel über Drucksensoren 96 und eine Steuerelektronik 97. Die Regelelektronik übernimmt auch das Ansteuern der aktiv elektrisch schaltenden Ventile 46, 56 und 66. Diese Ventile sind in diesem Ausführungsbeispiel als direktgesteuerte, magnetbetätigte 2/2-Wegeventile ausgeführt, wobei die elektrischen Anschlussleitungen zwecks besserer Übersicht nicht dargestellt sind. Die Versorgungseinheit enthält auch ein Druckbegrenzungsventil 99, welches das System gegenüber Drucküberschreitung absichert und gleichzeitig, wie weiter unten ausgeführt wird, dafür sorgt, dass der Gaswechselhub keinen kritischen Wert erreicht. Im Ausführungsbeispiel wurde ein leicht angehobener Basisdruck p ₀ gewählt, aus welchem Grund eine kleine Pumpe 95 aus einem Sammeltank 98 die über eine Leck-Sammelleitung 94 aus dem Federraum 93 zugeführten Leckmengen des Druckmediums 30 wieder in das an sich geschlossene System zurückführt. Eine Ausführung des Basisdruckreservoirs als normaler, umgebungsbelüfteter Tank ist grundsätzlich auch möglich, jedoch hat der leicht angehobene Druck verschiedene Vorteile. Beispielsweise wird keine Andrückfeder benötigt, um den Arbeitskolben in Kontakt mit dem Gaswechselventil 20 zu bringen. So hat man einen inhärenten Ventil- spielausgleich. Die Phasen des Bewegungsablaufs und die zugehörigen Ventilöffnungen sind in Fig. 4 dargestellt.

Im Ruhezustand - Phase 0, Gaswechselventil geschlossen - ist das sogenannte dritte Ventil 66 geöffnet und der Arbeitszylinder 22, in welchem der Antriebskol- ben 23 mit Druckwirkfläche 24 des Flächeninhalts A beweglich angeordnet ist, ist mit dem Basisdruckreservoir 40 auf dem Druckniveau p ₀ verbunden. Die Vorspannkraft F _Fv der Feder 25 im Ruhezustand (Antriebs bzw. Gaswechselventilhub h=0) ist so bemessen, dass das Gaswechselventil gegenüber der öffnenden Kraft aus dem Produkt p ₀ x A, aber auch gegenüber anderen öffnenden Kräften, beispielsweise am Teller 21 des Gaswechselventils 20 angreifend durch Unterdruck im Motorzylinder 15 oder Überdruck im Gaswechselkanal 16, sicher in der geschlossenen Ruhestellung verbleibt bzw. sich zuverlässig dorthin zurückbewegen kann, selbst bei zu erwartenden Reibkräften, wie beispielsweise von Ventilschaftdichtung 17 oder Ventilführung 19.

Es sei hier bemerkt, dass die genannten angreifenden Kräfte je nach Betriebspunkt und Einsatz (Art des Verbrennungsmotors bzw. der Kolbenmaschine, Ein- lass- oder Auslassventil) variieren und auch ihre Richtung wechseln können. Eine kurze Zeit vor dem geplanten Öffnen des Gaswechselventils wird das entlastende Ventil 66 geschlossen.

Zum Öffnen des Gaswechselventils 20 (Phase I) wird die hydraulische Druckkraft hier aus einem ersten Druckreservoir mit dem Druck p-i , über ein erstes 2/2- Wegeventil 46 und ein erstes Rückschlagventil 47 dem Antriebskolben 23 bzw. seiner Druckwirkfläche 24 des Flächeninhalts A beaufschlagt. Das Gaswechselventil 20 beginnt sich zu öffnen, sobald die hydraulische Druckkraft p x A die Vorspannfederkraft F _Fv der Feder 25 übersteigt.

Es ist klar, dass die tatsächliche Kraft, bei der Öffnen stattfindet, entsprechend der genannten, zusätzlich angreifenden Kräfte variieren kann. Bei kleinem Anteil werden die Zusatzkräfte in den folgenden Formeln vernachlässigt oder anstelle von F _Fv kann eine entsprechende Ersatzkraft eingesetzt werden. Ebenfalls wird sich in der konkreten Ausführung aufgrund von Strömungsverlusten und Wellenvorgängen im Arbeitszylinder ein effektiver Druck einstellen, der nicht exakt dem Druck ρ-ι entspricht. Auch dies kann durch Korrekturwerte berücksichtigt werden. Im Ausführungsbeispiel ist die als Energiespeicher verwendete Feder 25 mit einer hohen Federkonstante c ausgelegt, so dass eine schnelle Bewegung der Masse erreicht wird. Die Zeit für volles Öffnen entspricht in etwa der halben Pe- riodendauer T _V2 einer Schwingung des Masse-Feder-Schwingers, gebildet aus der wirksamen Masse m, nämlich die Masse aus Gaswechselventil 20, Federteller, Antriebskolben 22, ggf. Ventilbrücke, Massenanteil der Feder 25 und von mitschwingendem Druckmedium 30, und der Feder 25 mit Federkonstante c: d.h. : Τι/2 = π x Quadratwurzel ( m / c ) (Gleichung 1 ).

Die hohe Federkonstante c bewirkt, dass die Federkraft F _F mit zunehmendem Öffnungshub h markant ansteigt. Sobald die hydraulische Kraft pixA auf den Antriebskolben 23 durch die Federkraft (und etwaige Zusatzkräfte) ausgeglichen ist (statischer Gleichgewichtspunkt), ist die Bewegung - statisch betrachtet - been- det, wobei das System aus bekannten physikalischen Gründen - in der bewegten Masse m gespeicherte kinetische Energie - zu einem Überschwingen tendiert, welches das Zweifache des statischen Hubes erreichen kann.

Für den statischen Hub h _stat gilt:

h _st at(Pi ) = (Pi x A - F _Fv ) / c (Gleichung 2) Dynamisch kann der zweifache statische Hub erreicht werden:

hmax(Pi ) = 2 x hstat(Pi ) (Gleichung 3) bzw.

hmax(Pi ) = 2 x (p ₁ x A - F _Fv ) / c (Gleichung 4) erreicht werden.

Aus der Formel ist leicht ersichtlich, dass ein gewünschter Hub h _max über die Höhe des Drucks pi auch über die Grösse der Kraft F _Fv gesteuert werden kann. So ist sogar auf zweierlei Art eine Hubsteuerung möglich.

Damit beispielsweise Kollisionen des Gaswechselventils mit dem Kolben oder mit anderen Ventilen vermieden werden, kann der maximal gewünschte Hub über den maximalen Druck p in bekannter und zuverlässiger Weise mittels ei- nes Druckbegrenzungsventils sicher gestellt werden, im Ausführungsbeispiel vorgesehen mit dem Druckbegrenzungsventil 99.

Mit der Verwendung einer Feder 25 mit progressiver Federcharakteristik kann die Hubsteuerung im kleinen Hubbereich verfeinert werden, während die Absicherung gegen zu grossen Hub entsprechend robust wird.

Der Fachmann erkennt zudem, dass sich eine solche progressive Feder sehr gut auch als pneumatische Feder darstellen lässt. Ebenso erkennt er, dass auch das Einstellen der Vorspannkraft F _Fv bei einer pneumatischen Feder durch Einstellen ihres pneumatischen Vorspanndrucks in besonders einfacher Weise möglich ist. der pneumatische Vorspanndruck entsprechend eingestellt wird. Es ist klar, dass die Gleichungen 1 bis 4 geeignete Anpassungen erfahren müssen, wenn anstelle einer linearen Feder mit fester Federkonstante c eine progressive Feder eingesetzt wird.

Durch das erste Rückschlagventil 47, welches ein Zurückströmen von Druckmedium in Richtung Druckreservoir verhindert, bleibt das Gaswechselventil 20 nunmehr in seiner offenen Stellung stehen, auch wenn das 2/2-Wegeventil noch nicht geschlossen hat. Hiermit beginnt die Haltephase (Phase II) des Gaswech- selventils. Lediglich eine minimale Rückwärtsbewegung (Schliessbewegung) des Gaswechselventils aufgrund des Einfederns des Druckmediums selbst - verursacht im Wesentlichen durch dessen wenn auch geringe Kompressibilität - wird zu beobachten sein. Damit kann der Gaswechsel des Motors nun mit dem gewünschten Hub weiter ablaufen.

Vorsorglich sei bemerkt, dass sich auf dem Strömungspfad zwischen Arbeitszylinder 22 und Rückschlagventil jegliche anderweitigen Strömungsverzweigungen oder Leckwege verbieten bzw. geschlossen sein müssen, da diese die Haltefunktion beeinträchtigen würden. Da das Rückschlagventil die Sperrfunktion übernommen hat, kann das 2/2-Wegeventil 46 nun in einem vergleichsweise weiten Zeitbereich geschlossen werden, ohne dass es auf den genauen

Schliesszeitpunkt ankäme. Fig. 4 zeigt für die Ventilöffnung 49 drei beispielhafte Querschnittsverläufe der Ventilöffnung 49: Ai _a , A-i _b und Ai _c , die alle im Ausführungsbeispiel möglich sind. Das Öffnen des Strömungsquerschnittes des Schaltventils 46 muss nur etwa so schnell erfolgen, wie die Bewegung des Gaswechselventils abläuft. Es wird also kein aufwendiges und teures Ventilprinzip benö- tigt. Darüber hinaus sorgt das Rückschlagventil 47 selbsttätig dafür, dass die kinetische Energie der bewegten Masse nahezu vollständig in Federenergie umgewandelt wird und auch in der Feder 25 zwischengespeichert bleibt - was beides mit einem aktiven Steuerungseingriff von Ventil 46 nur bei grossem Aufwand erreichbar wäre.

Es sei bemerkt, dass sich in dieser Phase im Arbeitszylinder 22 ein Druck einstellt, welcher - als Folge des Überschwingens und der gespeicherten Federenergie - in der Regel höher ist als der Druck p

Aus Fig. 1 wird auch der Schliessvorgang des Gaswechselventils 20, Phase 3, mittels eines weiteren Teils des hydraulischen Antriebs ersichtlich. Hierzu wird das zweite 2/2-Wegeventil 56 geöffnet. Der Fachmann sollte darauf hingewiesen werden, dass dieses zweite 2/2-Wegeventil bislang (in Phase I und I I) geschlossen war (Fig. 4, Verlauf A ₂ ). Ventil 56 ist mit einem zweiten Druckreservoir 42 mit einem Druck p ₂ verbunden, der in der Regel niedriger ist als der Druck p _; jedoch höher als p ₀ . Es findet ein hydraulischer Fluss in das Druckreservoir 42 statt, während der Antriebskolben 23 die Schliessbewegung vollzieht (Fig. 4, Hubdiagramm, Phase I I I). Wenn nun der Druck im Arbeitszylinder 22 unter den Druck p ₂ fällt, wird der hydraulische Rückfluss beendet, und zwar durch das zweite Rückschlagventil 57, welches selbstverständlich in der anderen Richtung wie das ers- te Rückschlagventil angeordnet ist und einen Rückfluss aus dem Druckreservoir 42 in den Arbeitszylinder verhindert. Es bewirkt dadurch - in ähnlicher Weise wie das Rückschlagventil 47 beim Öffnen des Gaswechselventils - dass das Gaswechselventil in der erreichten Position stehenbleibt, und dass das 2/2- Wegeventil erst später und zu einem beliebigen Zeitpunkt vor dem nächsten Gaswechselventil-Öffnungszyklus geschlossen sein muss (Fig. 4, A _2a , A _2b ). Vor allem wird durch diesen Automatismus ein Maximum an Energie rekuperiert. Durch die fehlende Notwendigkeit eines präzisen Schliessens kann auch das Ventil 56 einfach gebaut sein und der Aufwand der elektronischen Ansteuerung reduziert sich erheblich. Auch darf das Steuerventil 56 wiederum vergleichsweise langsam schalten, wodurch in vielen Fällen auf aufwendige Konstruktion unter Verwendung von z.B. wirbelstromhemmenden Magnet-Sondermaterialien verzichtet werden kann.

Schliesslich sei erwähnt, dass das späte Schliessen der Nutzung der Drehschiebertechnik sehr entgegenkommt, da ein unterschiedlich langes Offenbleiben des Querschnitts nicht störend ist.

Grundsätzlich wäre es möglich, das Druckniveau p ₂ so zu bemessen, dass das Gaswechselventil exakt zu diesem Arbeitspunkt geschlossen ist, das heisst auf seinem Sitz quasi mit einer Geschwindigkeit nahe Null aufgesetzt hat. Dies ist jedoch nicht ganz einfach und besonders im Falle eines Auslassventils eines Verbrennungsmotors ist dieser Arbeitspunkt auch nicht für alle Betriebszustände gleich. Aus diesem Grund ist in dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel der Druck p ₂ so ausgelegt, dass der Vorgang des Rückflusses durch das zweite 2/2 Wegeventil 56 in Druckreservoir 42 in einem bestimmten Abstand vor dem Aufsetzpunkt des Gaswechselventils 20 beendet ist (Fig. 4, Übergang Phase III- IV).

Das Aufsetzen des Gaswechselventils 20 - also das Schliessen vom «Anhalte- punkt» aus bis auf den Ventilsitz (Phase V) - wird in dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel dadurch ermöglicht, dass ein drittes 2/2-Wegeventil 66 ei- nen Strömungsweg vom Arbeitszylinder 22 zum Basisdruckreservoir mittels einer Verbindungsleitung 68 hin öffnet. In Reihe zu diesem befindet sich eine Bremsdrossel 67, mittels welcher die Geschwindigkeit des Aufsetzvorgangs gesteuert werden kann. Die Kraft für das sichere Schliessen und Aufsetzen des Gaswechselventils wird aus der restlichen Energie der Feder 25 gewonnen, die so ausge- legt ist, dass die Schliesskraft im Aufsetzpunkt, welche gleich der Federvor- Spannkraft F _Fv ist, grösser ist, als das Produkt des Drucks p ₀ x A und anderer öffnender Kräfte, wie weiter oben schon beschrieben.

Der Schaltzeitpunkt des dritten 2/2-Wegeventils 66 (Fig. 4, A _V 3, Beginn Phase V) bestimmt die Verweildauer in der Haltephase in der Nähe des Ventilsitzes (Phase IV). Oft ist bei Verbrennungsmotoren und anderen Kolbenmaschinen hier kein Verweilen gewünscht; der Schliessvorgang eines Gaswechselventils soll zügig vollzogen werden. Da das System ein Schwingungssystem darstellt, entspricht die Zeitdauer der Phase III (Beginn der Schliessbewegung des Gaswechselven- tils bis zum Anhaltepunkt) näherungsweise der halben Periodendauer Tid des Feder-Masse-Schwingers nach Gleichung 1 .

Die elektronische Steuerung kann nun so programmiert werden, dass der Öffnungsbeginn von 2/2-Wegeventil 66 um T _V2 später als der Öffnungsbeginn des 2/2 Wegeventils 56 erfolgt. Dabei wird der Fachmann in vielen Fällen die Zeit- dauer geringfügig länger wählen, um bezüglich maximaler Energierückgewinnung auf der sicheren Seite zu sein.

Oftmals ist aus Geräusch und Verschleissgründen ein besonders sanftes Aufsetzen der Gaswechselventile auf die Ventilsitze gewünscht. Das Ausführungs- beispiel nach Fig. 1 kann dazu mit einer weggesteuerten Abbremseinrichtung ausgestattet werden, wie ausschnitthaft in Figur 5 dargestellt. Die Verbindungsleitung 68 muss für diese Aufgabe separat von den anderen Verbindungsleitungen 48 und 58 in den Arbeitszylinder 22 geführt werden, so dass damit der Übergangsquerschnitt 61 vom Arbeitszylinder in die Verbindungsleitung 68 bei Annäherung des Arbeitskolbens 23 an die Position h=0 bzw. Annäherung des Gaswechselventils 20 an den Ventilsitz 18 durch die Steuerkante 26 des Arbeitskolbens so weit geschlossen wird, dass das Gaswechselventil stark gebremst und sanft in den Sitz fährt. Dem Fachmann ist klar, dass der Übergangsquerschnitt geeignet geformt sein kann, beispielsweise mit einer kerbartigen Konturierung in der Wand des Arbeitszylinders, oder als Bohrung oder Nut im Antriebskolben. In Figur 6 ist ausschnitthaft dargestellt, wie die Sanftabbremsung alernativ ausgeführt werden kann. Hier ist die Verbindungsleitung 68 in zwei Anschlüsse 62 und 63 aufgeteilt, wobei der erste Anschluss 62 spätestens in der Nähe von Hub Null, also kurz vor Aufsetzen des Gaswechselventils 20 auf den Ventilsitz 18 durch die Steuerkante 26 des Antriebskolbens 23 abgesperrt wird, so dass das Druckmedium nur noch über Anschluss 63 und die Drossel 64 fliessen kann. Diese kann dabei auch im Arbeitskolben angeordnet sein. Schliesslich kann das Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 vorteilhaft auch mit Drehschieberventilen ausgeführt werden. Dabei werden die 2/2-Wegeventile 46, 56 und 66 durch je ein Drehschieberventil ersetzt. Die Verstellung erfolgt mittels der Verstellung der Phasenwinkel. Da es bei der Steuerung der Strömungswege 49 und 59 dank der erfindungsgemässen automatischen Haltefunktion der Rück- schlagventile 47 und 57 für jede Bewegungsrichtung jeweils hauptsächlich nur auf den Öffnungszeitpunkt ankommt, während der Schliesszeitpunkt in einem vergleichsweise weiten Stellbereich liegen darf, spielt es - zumindest in einem gewissen Rahmen - keine Rolle, wenn der Schliesszeitpunkt infolge der Phasenverdrehung mitverschoben wird. Somit erlaubt die Erfindung, auch mit - zum Verbrennungsmotor - zyklussynchron laufenden Drehschieberventilen einen vollvariablen und energieeffizienten hydraulischen Gaswechselventilantrieb aufzubauen.

Im zweiten Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 wird nur mit einem Hochdruckreser- voir, nämlich Druckreservoir 41 mit Druck pi gearbeitet. Dadurch ist p ₂ = ρ-ι. Diese Ausführungsvariante kann insbesondere bei ausreichender Querschnittsauslegung aller hydraulischen Ventile und Verbindungsleitungen und reibungsopti- mierter Gestaltung der beweglichen Elemente (Antriebskolben 23 im Antriebszylinder 22 und Gaswechselventil 20 in der Ventilführung 19 mit Ventilschaftdich- tung 17) mit Vorteil angewendet werden, da bei geringen Energieverlusten ein Rückschwingen bis nahe zum Ventilsitz erfolgt. Der Bauaufwand wird dadurch insgesamt kleiner.

Als weitere Vereinfachung wird das 3/2-Wegeventil 84 verwendet, wobei die Rückschlagventile 47 und 57 in diesem Fall zwischen dem 3/2-Wegeventil und dem Druckreservoir 41 angeordnet sind. Das Öffnen des Gaswechselventils (Phase I) wird durch Einschalten des Stellaktors 88 eingeleitet, das Offenhalten (Phase II) in bekannter Weise durch das Rückschlagventil 47 erreicht, das Schliessen des Gaswechselventils wird durch Abschalten des Stellaktors 88 eingeleitet. Schliesslich erfolgt die zweite Haltephase in Sitznähe in bekannter Wei- se mittels des Rückschlagventils 57.

In einer anderen Ausführung wird das dritte Ventil 66 als hydraulisch zeitgesteuertes Ventil 86 ausgebildet. In diesem Fall wird es durch einen Mitnehmer 87 des Stellaktors 88 mitbetätigt. Dieser Mitnehmer ist so gestaltet, dass beim Bestro- men des Stellaktors 88 zunächst der Ventilquerschnitt 69 des Ventils 82 ge- schlössen wird, bevor das 3/2-Wegeventil nennenswert bewegt wird, damit beim Öffnen des Querschnitts 49 kein unnötiger Kurzschluss vom Druckreservoir 41 zum Basisdruckreservoir 40 entsteht. Dies wird durch das Spiel 83 zwischen Mitnehmer und Ventilteil des 3/2-Wegeventils erreicht.

Die Zeitsteuerung des Ventils 82 funktioniert nun wie folgt:

Beim Abschalten des Stellaktors 88, also beim Einleiten der Schliessphase des Gaswechselventils, wird durch Zurückziehen des Mitnehmers neben dem 3/2- Wegeventil auch die Rückstellung des Ventils 82 freigegeben.

Die Bewegung durch die Rückstellfeder 73 erfolgt jedoch langsam, da über eine Druckwirkfläche 71 des Ventils Druckmedium durch die Drossel 72 gepresst werden muss. Das hier parallel zur Drossel 72 angeordnete Rückschlagventil 74 sperrt in dieser Situation. Drossel, Druckwirkfläche und Federkraft sind so abgestimmt, dass erst nach der gewünschten Zeitverzögerung der Querschnitt 69 zum Basisdruckreservoir hin öffnet. Wiederum wird die Zeitverzögerung gegenüber der halben Periodendauer des Feder-Masse-Schwingers etwas grosszügi- ger gewählt. Dadurch liegt man bzgl. optimaler Energierückgewinnung auf der sicheren Seite, was durch die automatische Haltefunktion des Rückschlagventils 57 sichergestellt ist.

Wenn der Stellaktor ausgeschaltet wird, vollzieht das 3/2-Wegeventil 84, gesteuert durch seine Rückstellfeder, eine schnelle Bewegung in seine Ruhestellung 0. Das parallel geschaltete 2/2 Wegeventil 82 stellt sich jedoch langsam zurück, weil seine Rückstellbewegung durch die Drossel 72 gebremst ist. Die Öffnungsbewegung erfolgt aufgrund eines Rückschlagventils 74 ungebremst.

Im dritten Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 kommt das 4/2-Wegeventil 86 zum Einsatz. Dieses eignet sich für die Nutzung wiederum zweier Hochdruckniveaus. Des Weiteren ist das dritte Ventil 66 in druckgesteuerter Ausführung 80 in der Verbindungsleitung 68 zwischen Arbeitszylinder und Basisdruckreservoir angeordnet. Das Ventil 80 nutzt den Effekt, dass das Gaswechselventil 20 beim Übergang von Phase III zu Phase IV ähnlich wie beim Übergang von Phase I zu II etwas zurückfedert, d.h. wieder zu öffnen versucht, wodurch im Arbeitszylinder 22 ein Unterdruck erzeugt wird. Dieser öffnet das druckgesteuerte Ventil 80 und stellt über die im Querschnitt 69 integrierte Drossel 67 die gewünschte Verbindung zum Basisdruckreservoir her.

Bezuqszeichenliste

10 Hydraulischer Antrieb

1 1 Kernteil des Antriebs

15 Motorzylinder

16 Gaswechselkanal

17 Ventilschaftdichtung

18 Ventilsitz

19 Ventilführung

20 Gaswechselventil

21 Teller des Gaswechselventils

22 Arbeitszylinder

23 Antriebskolben

24 Druckwirkfläche des Antriebskolbens 23

25 Feder

26 Steuerkante des Antriebskolbens

30 Druckmedium

40 Basisdruckreservoir mit Druckniveau p ₀

41 erstes Druckreservoir mit Druckniveau p

42 zweites Druckreservoir mit Druckniveau p ₂

46 erstes Ventil

47 erstes Rückschlagventil

48 erste Verbindungsleitung

49 steuerbare Öffnung des ersten Ventils 46

56 zweites Ventil

57 zweites Rückschlagventil

58 zweite Verbindungsleitung

59 steuerbare Öffnung des zweiten Ventils 56

61 Übergangsquerschnitt v. Arbeitszylinder 22 in die Verbindungsleitung 68 62 erster Anschluss der Verbindungsleitung 68 am Arbeitszylinder 22

63 zweiter Anschluss der Verbindungsleitung 68 am Arbeitszylinder 22 64 Drossel im zweiten Anschluss 63

66 drittes Ventil

67 Drossel

68 Verbindungsleitung d. Arbeitszylinders 22 mit dem Basisdruckreservoir 40

69 steuerbare Öffnung des dritten Ventils 66

70 geschlossene Zwischenstellung des dritten Ventils 66

71 Druckwirkfläche des dritten Ventils 66

72 Drossel des dritten Ventils 66

73 Feder zur Rückstellung des dritten Ventils 66

74 Rückschlagventil

80 Ausführung des dritten Ventils 66 als druckgesteuertes Ventil

82 Ausführung des dritten Ventils 66 als hydraulisch zeitgesteuertes Ventil

83 Spiel zwischen Mitnehmer 87 und Ventilteil des 3/2-Wegeventils 84

84 3/2-Wegeventil

86 4/2-Wegeventil

87 Mitnehmer des Stellaktors

88 gemeinsamer Stellaktor

90 Druckmedium-Versorgungsteil

91 Pumpe für erstes Druckreservoir

92 Pumpe für zweites Druckreservoir

93 Federraum

94 Leck-Sammelleitung

95 Pumpe für Rückeinspeisung des Lecks

96 Drucksensor

97 Elektronik

98 Sammelbehälter

99 Druckbegrenzungsventil A Flächeninhalt der Druckwirkfläche 24 des Antriebskolbens 23

Po Druck des Basisdruckreservoirs 40

p-ι Druck des ersten Druckreservoirs 41

p ₂ Druck des zweiten Druckreservoirs 42

Bemerkung: alle Drücke seien relativ zum Umgebungsdruck verstanden, h Hub des Gaswechselventils 20 bzw. Antriebskolbens 23 hmax maximaler Öffnungshub

hstat theoretischer statischer Öffnungshub

m Wirksame Masse des bewegten Bauteils

(= Summe der Massen von:

- Gaswechselventil mit Federteller, ggf. Ventilbrücke usw.

- Masse des Antriebskolbens 23

- Massenanteil der Feder 25

- Massenanteil mitbewegten Druckmediums 30

- weitere mitbewegte Teile wie Ventilbrücke usw.)

F _F Federkraft der Feder 25, abhängig von Einfederung

F _Fv Vorspannkraft der Feder 25

(in der geschlossenen Stellung des Gaswechselventils, h=0) c Federkonstante der Feder 25 (für lineare Kennlinie)

t Zeit

T-i/2 Halbe Periodendauer des Federmasseschwingers aus m und c

Phasen:

O Ruhephase

I Öffnen des Gaswechselventils

II Erste Haltephase im offenen Zustand

III Schliessen des Gaswechselventils

IV Zweite Haltephase vor Ventilsitz

V Endgültiges Schliessen des Gaswechselventils

VI Ruhephase

A-ia, A-| b- A-ic Querschnittsverlaufsvarianten a,b,c des ersten Ventils

A2a, A2b Querschnittsverlaufsvarianten zweites Ventil

A ₃ Querschnittsverlauf drittes Ventil